Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Cơ khí và Cơ khí ô tô tại Trường Đại học Giao thông Vận tải TP. Hồ Chí Minh, đồ án môn học Chi tiết máy đóng vai trò tổng hợp và hệ thống hóa toàn bộ kiến thức nền tảng về tính toán, thiết kế kết cấu cơ khí, dung sai lắp ghép và phương pháp biểu diễn bản vẽ kỹ thuật. Đề tài được giao thực hiện là "Thiết kế trạm dẫn động thùng trộn", một hệ thống truyền động cơ khí được ứng dụng phổ biến trong công nghiệp xây dựng và chế biến vật liệu nhằm biến đổi chuyển động quay và mômen xoắn từ động cơ điện đến trục công tác của thùng trộn.

1. Nhiệm vụ và yêu cầu thiết kế

Văn bản đồ án xác định rõ hai phần nhiệm vụ chính cần hoàn thành:

  1. Phần thuyết minh tính toán: Hoàn thiện toàn bộ các bước tính toán động học, lựa chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền, thiết kế chi tiết các bộ truyền ngoài, bộ truyền trong hộp giảm tốc, thiết kế trục, chọn ổ lăn và kiểm nghiệm then.
  2. Phần bản vẽ kỹ thuật:
    • 01 bản vẽ lắp tổng thể hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục trên khổ giấy A0.
    • 01 bản vẽ chế tạo chi tiết một bánh răng trên khổ giấy A3 hoặc A4.

2. Thông số kỹ thuật ban đầu của hệ thống

Hệ thống dẫn động làm việc theo sơ đồ bao gồm: Động cơ điện không đồng bộ 3 pha $\rightarrow$ Bộ truyền đai thang $\rightarrow$ Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục $\rightarrow$ Khớp nối trục vòng đàn hồi $\rightarrow$ Thùng trộn. Các thông số vận hành đầu vào được xác định cụ thể trong đề bài:

Thông số kỹ thuật Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trên trục công tác $P_{ct}$ 5,0 kW
Số vòng quay trục công tác $n_{ct}$ 52 vg/ph
Thời gian phục vụ $t$ 5 năm
Số ngày làm việc trong năm $N_{ngay}$ 300 ngày/năm
Số ca làm việc trong ngày $N_{ca}$ 2 ca/ngày
Số giờ trong một ca $t_{ca}$ 8 giờ/ca
Tổng thời gian làm việc $T_{tong}$ 24.000 giờ

Chế độ tải trọng của hệ thống là tải thay đổi bậc với hai mức tải: giai đoạn 1 chịu tải trọng $T_1 = T$ chiếm $60%$ tổng thời gian ($t_1 = 0,6t_k$), giai đoạn 2 chịu tải trọng $T_2 = 0,8T$ chiếm $40%$ tổng thời gian ($t_2 = 0,4t_k$). Hệ thống quay một chiều, làm việc trong điều kiện va đập nhẹ.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Hệ thống tính toán trong đồ án được xây dựng trên nền tảng giáo trình và tiêu chuẩn thiết kế cơ khí hiện hành của Việt Nam, chủ yếu dựa trên các tài liệu chuyên ngành về Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1, Tập 2) và Thiết kế chi tiết máy.

1. Cơ sở lý thuyết và công thức tính toán

  • Lý thuyết động học và cân bằng năng lượng: Xác định công suất tương đương theo biểu thức tải trọng thay đổi, hiệu suất truyền động của toàn bộ hệ thống nối tiếp qua các cụm chi tiết (đai, bánh răng, ổ lăn, khớp nối).
  • Lý thuyết độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của bộ truyền bánh răng: Sử dụng mô hình ứng suất tiếp xúc Hertz-Belyayev và mô hình ứng suất uốn tại chân răng theo tiêu chuẩn tính toán sức bền chi tiết máy, có xét đến các hệ số tập trung tải trọng, hệ số tải trọng động, hệ số dạng răng và giới hạn mỏi cơ sở.
  • Lý thuyết độ bền mỏi của trục: Đánh giá trạng thái ứng suất uốn - xoắn kết hợp theo chu trình đối xứng và mạch động, xác định hệ số an toàn mỏi tại các tiết diện nguy hiểm có rãnh then và bậc trục.
  • Tiêu chuẩn kiểm nghiệm then bằng: Áp dụng tiêu chuẩn quốc gia TCVN 2261-77 cho mối ghép then bằng với các điều kiện bền dập và bền cắt.

2. Phương pháp nghiên cứu và công cụ thực hiện

Đồ án sử dụng phương pháp tính toán kỹ thuật truyền thống kết hợp tra cứu bảng thông số tiêu chuẩn cơ khí:

  • Phương pháp giải tích: Tính toán lần lượt các phương trình động lực học, phân tích lực tác dụng lên các trục trong không gian 3 chiều ($F_x, F_y, F_z$), thiết lập biểu đồ mômen uốn $M_x, M_y$ và mômen xoắn $T$.
  • Phương pháp tra bảng tiêu chuẩn hóa: Lựa chọn thông số tiêu chuẩn cho động cơ điện (dòng 4A/DK), dây đai (TCVN/ERKHII-65), môđun bánh răng tiêu chuẩn, đường kính ngõng trục tiêu chuẩn và kích thước then.

Nội dung chính theo từng chương

Chương I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Mục tiêu của chương này là xác định công suất cần thiết, chọn loại động cơ điện phù hợp và phân bổ hợp lý tỷ số truyền cho các bộ phận dẫn động, làm tiền đề cho việc tính toán động lực học trên các trục.

  1. Xác định công suất và số vòng quay sơ bộ của động cơ:

    • Công suất tương đương trên trục công tác được tính theo chế độ tải thay đổi: $$P_{td} = \sqrt{\frac{P_{ct}^2 \cdot t_1 + (0,8P_{ct})^2 \cdot t_2}{t_1 + t_2}} = \sqrt{\frac{5^2 \cdot 0,6 + (0,8 \cdot 5)^2 \cdot 0,4}{0,6 + 0,4}} = 4,62 \text{ kW}$$
    • Hiệu suất chung của hệ thống truyền động: $\eta = \eta_{kn} \cdot \eta_{ol}^4 \cdot \eta_{br}^3 \cdot \eta_d = 1 \cdot 0,99^4 \cdot 0,98^3 \cdot 0,89 \approx 0,89$.
    • Công suất cần thiết trên trục động cơ: $P_{ct_dc} = \frac{P_{td}}{\eta} = \frac{4,62}{0,89} = 5,19 \text{ kW}$.
    • Tỷ số truyền sơ bộ toàn hệ thống: $u_t = u_d \cdot u_h = 2 \cdot 10 = 20$, suy ra số vòng quay sơ bộ $n_{sb} = 20 \cdot 52 = 1040 \text{ vg/ph}$.
    • Tác giả lựa chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha mã hiệu 4A160S2Y3 (hoặc kiểu DK 52-4) có công suất định mức $P_{dc} = 7,0 \text{ kW}$, vận tốc quay đồng bộ $n_{dc} = 1440 \text{ vg/ph}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,82$ và hiệu suất $\eta = 88%$.

  2. Phân phối tỷ số truyền và xác định thông số trên các trục:

    • Tỷ số truyền toàn bộ hệ dẫn động: $u_t = \frac{1440}{52} = 27,69$.
    • Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền bộ truyền đai ngoài $u_d = 3,18$; tỷ số truyền cấp nhanh hộp giảm tốc $u_1 = 3,58$; tỷ số truyền cấp chậm hộp giảm tốc $u_2 = 2,79$ (tỷ số truyền tổng của hộp giảm tốc $u_h = 10$).
Thông số Trục Động cơ Trục I (Vào) Trục II (Trung gian) Trục III (Ra) Trục Công tác
Công suất $P$ (kW) 5,40 5,21 4,90 4,71 4,62
Tỷ số truyền $u$ - 3,18 (đai) 3,58 (cặp 1) 2,79 (cặp 2) 1,00 (khớp)
Số vòng quay $n$ (vg/ph) 1440,0 533,00 148,97 53,30 53,30
Mômen xoắn $T$ (Nmm) 35.812,5 93.349,9 313.891,0 843.864,0 826.980,0

Chương II: Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (Bộ truyền đai)

Bộ truyền ngoài sử dụng bộ truyền đai thang bằng vật liệu vải cao su để truyền chuyển động từ động cơ đến trục I của hộp giảm tốc với yêu cầu làm việc chịu va đập nhẹ.

  1. Thông số hình học của bộ truyền đai:

    • Dựa trên mômen xoắn và đường kính tiêu chuẩn, tác giả chọn đường kính bánh đai nhỏ (bánh dẫn) $d_1 = 200 \text{ mm}$.
    • Vận tốc đai đạt được: $v = \frac{\pi \cdot d_1 \cdot n_{dc}}{60000} = \frac{\pi \cdot 200 \cdot 1440}{60000} = 15,08 \text{ m/s}$.
    • Đường kính bánh đai lớn (bị dẫn) có xét hệ số trượt $\varepsilon = 0,01$: $d_2 = u_d \cdot d_1 \cdot (1 - \varepsilon) = 630 \text{ mm}$ (theo dãy kích thước tiêu chuẩn).
    • Tỷ số truyền thực tế sau khi chuẩn hóa đường kính là $u_d = 3,18$, sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 0,0031 < 4%$ (đáp ứng điều kiện cho phép).
    • Khoảng cách trục được chọn $a = 1500 \text{ mm}$.
    • Chiều dài đai tính toán $L = 4334,58 \text{ mm}$, số vòng chạy của đai trong một giây $i = 3,48 \text{ s}^{-1} \le i_{max} = 3 \div 5 \text{ s}^{-1}$.
    • Góc ôm trên bánh đai nhỏ: $\alpha_1 = 180^\circ - 57^\circ \cdot \frac{630 - 200}{1500} = 163,66^\circ > \alpha_{min} = 120^\circ$.

  2. Kích thước tiết diện đai và lực tác dụng:

    • Chọn loại đai vải cao su ERKHII - 65 không có lớp lót, số lớp $z = 5$.
    • Chiều rộng đai tính toán theo ứng suất có ích cho phép $[\sigma_0] = 2,03 \text{ MPa}$: chọn chiều rộng tiêu chuẩn $b = 40 \text{ mm}$; chiều rộng bánh đai $B = 50 \text{ mm}$.
    • Lực vòng tác dụng: $F_t = 356,10 \text{ N}$; Lực căng ban đầu: $F_0 = 360 \text{ N}$; Lực tác dụng lên trục: $F_r = 727,38 \text{ N}$.

Chương III: Tính truyền động bánh răng

Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục bao gồm cấp nhanh sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng và cấp chậm sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

+------------------------------------------------------------------------------------+
|               BẢNG TỔNG HỢP THÔNG SỐ CÁC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG                       |
+------------------------------------+-----------------------+-----------------------+
| Thông số hình học & Động học       | Cấp nhanh (Răng nghiêng)| Cấp chậm (Răng thẳng) |
+------------------------------------+-----------------------+-----------------------+
| Vật liệu chế tạo bánh răng         | Thép 45 thường hoá    | Thép 45 thường hoá    |
| Độ rắn bánh dẫn / bánh bị dẫn (HB) | 200 HB / 185 HB       | 225 HB / 210 HB       |
| Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ_H]   | 315,00 MPa            | 445,00 MPa            |
| Ứng suất uốn cho phép [σ_F1]       | 267,49 MPa            | 231,40 MPa            |
| Khoảng cách trục aw                | 190,00 mm             | 230,00 mm             |
| Môđun pháp m                       | 3,00 mm               | 2,50 mm               |
| Góc nghiêng của răng β             | 34,81°                | 0°                    |
| Số răng bánh 1 / bánh 2 (z1 / z2)  | 21 / 83               | 42 / 142              |
| Tỷ số truyền thực u                | 3,58                  | 3,38                  |
| Chiều rộng vành răng bw            | 40,00 mm              | 115,00 mm             |
| Đường kính chia d1 / d2            | 76,73 mm / 303,20 mm  | 105,00 mm / 355,00 mm |
| Đường kính đỉnh da1 / da2          | 82,73 mm / 309,20 mm  | 110,00 mm / 360,00 mm |
| Đường kính đáy df1 / df2           | 69,23 mm / 295,70 mm  | 98,75 mm / 348,75 mm  |
| Ứng suất tiếp xúc tính toán σ_H    | 291,87 MPa (Đạt)      | 405,93 MPa (Đạt)      |
| Ứng suất uốn tính toán σ_F1        | 90,68 MPa (Đạt)       | 71,70 MPa (Đạt)       |
| Ứng suất tiếp xúc quá tải σ_Hmax   | 448,35 MPa < 1260 MPa | 545,01 MPa < 952 MPa  |
+------------------------------------+-----------------------+-----------------------+

  1. Cấp nhanh (Bánh răng trụ răng nghiêng):

    • Khoảng cách trục được xác định sơ bộ và chuẩn hóa ở giá trị $a_{w1} = 190 \text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc sinh ra $\sigma_H = 291,87 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 315 \text{ MPa}$, sai lệch $2,53% < 10%$, đảm bảo khả năng làm việc không bị tróc rỗ bề mặt.
    • Kiểm nghiệm độ bền uốn: $\sigma_{F1} = 90,68 \text{ MPa} \le [\sigma_{F1}] = 267,49 \text{ MPa}$, chân răng không bị gãy mỏi.

  2. Cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng):

    • Khoảng cách trục chuẩn hóa $a_{w2} = 230 \text{ mm}$, môđun $m = 2,5 \text{ mm}$, góc nghiêng $\beta = 0^\circ$.
    • Kiểm nghiệm tiếp xúc: $\sigma_H = 405,93 \text{ MPa} \le [\sigma_H] = 445 \text{ MPa}$ (độ chênh lệch $9,62% < 10%$).
    • Kiểm nghiệm uốn: $\sigma_{F1} = 71,70 \text{ MPa} \le 231,40 \text{ MPa}$ và $\sigma_{F2} = 71,50 \text{ MPa} \le 216,00 \text{ MPa}$.
    • Kiểm tra điều kiện bôi trơn: Tỷ số đường kính chia $\frac{d_{w2}}{d_{w1}} = \frac{355}{303,2} = 1,17$, đảm bảo điều kiện ngâm dầu bôi trơn đồng thời các cặp bánh răng trong hộp đồng trục.

Chương IV: Thiết kế trục và tính toán mối ghép then

Chương này trình bày quá trình xác định kết cấu hình học của 3 trục, tính phản lực liên kết gối đỡ, mômen uốn, mômen tương đương, chọn đường kính các đoạn trục, kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi và độ bền của mối ghép then.

  1. Xác định đường kính sơ bộ và kết cấu trục:

    • Vật liệu chế tạo trục: Thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền $\sigma_b = 600 \text{ MPa}$, ứng suất xoắn cho phép $[\tau] = 12 \div 20 \text{ MPa}$.
    • Đường kính sơ bộ: Trục I lấy $d_{sb1} = 30 \text{ mm}$; Trục II lấy $d_{sb2} = 55 \text{ mm}$; Trục III lấy $d_{sb3} = 80 \text{ mm}$.
    • Chiều rộng ổ lăn tương ứng: $b_{01} = 19 \text{ mm}$, $b_{02} = 29 \text{ mm}$, $b_{03} = 39 \text{ mm}$.

  2. Phân tích lực và đường kính chính xác của các đoạn trục:

    • Lực tác dụng từ bộ truyền cấp nhanh: Lực tiếp tuyến $F_{t1} = 1310 \text{ N}$, Lực dọc trục $F_{a1} = 910 \text{ N}$, Lực hướng tâm $F_{r1} = 834 \text{ N}$.
    • Lực tác dụng từ bộ truyền cấp chậm: Lực tiếp tuyến $F_{t2} = 6936 \text{ N}$, Lực hướng tâm $F_{r2} = 2525 \text{ N}$ (do $\beta = 0^\circ$ nên $F_{a2} = 0$).
    • Lực từ khớp nối đàn hồi tác dụng lên đầu trục III: $F_k = 10914,3 \text{ N}$.
    • Đường kính tính toán chính xác cho từng tiết diện lắp ghép:
      • Trục I: Đầu trục lắp đai $d_1 = 25 \text{ mm}$, ngõng ngõ lắp ổ $d_{0} = 30 \text{ mm}$, vị trí lắp bánh răng 1 $d_3 = 34 \text{ mm}$, vị trí bánh răng 2 $d_4 = 38 \text{ mm}$.
      • Trục II: Vị trí bánh răng 3 $d = 45 \text{ mm}$, vị trí bánh răng 5 $d = 55 \text{ mm}$, vị trí bánh răng 4 $d = 45 \text{ mm}$, ngõng trục lắp ổ $d = 40 \text{ mm}$.
      • Trục III: Vị trí lắp bánh răng 6 $d = 80 \text{ mm}$, vị trí lắp ổ lăn $d = 70 \text{ mm}$, đầu trục lắp khớp nối $d = 65 \text{ mm}$.

  3. Kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi: Theo điều kiện mỏi, hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm $S$ phải thỏa mãn $S \ge [S] = 1,5 \div 2,5$.

Trục Tiết diện kiểm tra Mômen uốn $M_u$ (Nmm) Mômen xoắn $T$ (Nmm) Hệ số an toàn mỏi $S$ Đánh giá
Trục I Tiết diện 1-2 (Bánh răng 1) 129.074 100.516 3,71 Đảm bảo ($S > [S]$)
Tiết diện 1-3 (Bánh răng 2) 103.984 50.258 4,87 Đảm bảo ($S > [S]$)
Trục II Tiết diện 2-2 (Bánh răng 3) 316.486 182.074 3,36 Đảm bảo ($S > [S]$)
Tiết diện 2-3 (Bánh răng 5) 636.220 182.074 3,14 Đảm bảo ($S > [S]$)
Trục III Tiết diện 3-1 (Bánh răng 6) 1.118.976 1.231.140 4,86 Đảm bảo ($S > [S]$)
Tiết diện 3-2 (Gối đỡ ổ 1) 1.091.430 1.231.140 3,77 Đảm bảo ($S > [S]$)
  1. Tính toán và kiểm nghiệm mối ghép then bằng (TCVN 2261-77): Mối ghép then được làm bằng thép CT6 với ứng suất dập cho phép $[\sigma_d] = 150 \text{ N/mm}^2$ và ứng suất cắt cho phép $[\tau_c] = 120 \text{ N/mm}^2$.
    • Then trên Trục I ($d = 25 \text{ mm}$): Kích thước $b \times h \times l = 8 \times 7 \times 22 \text{ mm}$. Kiểm nghiệm bền dập: $\sigma_d = 137,60 \text{ N/mm}^2 \le [\sigma_d]$; bền cắt: $\tau_c = 51,63 \text{ N/mm}^2 \le [\tau_c]$.
    • Then trên Trục II ($d = 45 \text{ mm}$): Kích thước $b \times h \times l = 14 \times 9 \times 35 \text{ mm}$. Kiểm nghiệm bền dập: $\sigma_d = 91,34 \text{ N/mm}^2 \le [\sigma_d]$.
    • Then trên Trục III - Vị trí khớp nối ($d = 65 \text{ mm}$): Kích thước $b \times h \times l = 18 \times 11 \times 40 \text{ mm}$. Kiểm nghiệm bền dập: $\sigma_d = 138,83 \text{ N/mm}^2 \le [\sigma_d]$.
    • Then trên Trục III - Vị trí bánh răng ($d = 80 \text{ mm}$): Kích thước $b \times h \times l = 22 \times 14 \times 90 \text{ mm}$. Kiểm nghiệm bền dập: $\sigma_d = 36,14 \text{ N/mm}^2 \le [\sigma_d]$; bền cắt: $\tau_c = 14,13 \text{ N/mm}^2 \le [\tau_c]$.

Kết quả và đóng góp

1. Kết quả thiết kế định lượng

Toàn bộ hệ thống dẫn động trạm trộn đã được thiết kế hoàn chỉnh với các thông số kỹ thuật then chốt:

  • Lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha 4A160S2Y3 với công suất định mức $7,0 \text{ kW}$, vận tốc $1440 \text{ vg/ph}$, đáp ứng yêu cầu công suất làm việc $5,19 \text{ kW}$.
  • Thiết kế hoàn chỉnh bộ truyền đai thang vải cao su ERKHII-65 với 5 lớp đai, kích thước bánh dẫn $d_1 = 200 \text{ mm}$, bánh bị dẫn $d_2 = 630 \text{ mm}$, khoảng cách trục $1500 \text{ mm}$, góc ôm lớn $\alpha_1 = 163,66^\circ$.
  • Hộp giảm tốc bánh răng hai cấp đồng trục đạt khoảng cách trục cấp nhanh $a_{w1} = 190 \text{ mm}$ ($m = 3 \text{ mm}, \beta = 34,81^\circ$) và cấp chậm $a_{w2} = 230 \text{ mm}$ ($m = 2,5 \text{ mm}, \beta = 0^\circ$). Cả hai bộ truyền đều thỏa mãn các chỉ tiêu độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và khả năng chịu quá tải đột ngột.
  • Xác định đầy đủ kết cấu hình học của 3 trục và lựa chọn then tiêu chuẩn TCVN 2261-77, kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi tại tất cả các tiết diện nguy hiểm đều đạt $S > 3,14$ (vượt yêu cầu an toàn tối thiểu $[S] = 1,5 \div 2,5$).

2. Giải pháp kỹ thuật tác giả đề xuất

  • Ứng dụng sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp đồng trục giúp kết cấu trạm dẫn động nhỏ gọn theo chiều ngang, phân bố đều không gian cho cụm truyền động.
  • Lựa chọn bộ truyền cấp nhanh là bánh răng nghiêng để tăng độ trùng khớp, giảm rung động và tiếng ồn khi vận tốc vòng cao ($v = 1,93 \text{ m/s}$); cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng để triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên trục trung gian.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Dựa trên phạm vi thuyết minh tính toán của tài liệu, đồ án tồn tại một số điểm giới hạn và nội dung cần bổ sung:

  • Phạm vi tính toán ổ lăn và thân vỏ: Phần văn bản cung cấp tập trung vào động học, bộ truyền ngoài, bánh răng, trục và then; các nội dung về tính toán chọn ổ lăn (tuổi thọ $L_{10h}$), lực dọc trục trên ổ đũa/ổ bi đỡ chặn, dung tích dầu bôi trơn và thiết kế vỏ hộp giảm tốc chưa được trình bày chi tiết trong phần văn bản này.
  • Mô phỏng động lực học: Quá trình tính toán thực hiện hoàn toàn bằng giải tích tĩnh và bán thực nghiệm theo công thức chuẩn; chưa thực hiện mô phỏng số kiểm chứng ứng suất và biến dạng (FEA) trên phần mềm chuyên ngành.
  • Hướng hoàn thiện: Mở rộng tính toán kiểm nghiệm độ võng của các trục trong quá trình chịu tải, phân tích dao động xoắn của hệ dẫn động và xây dựng mô hình 3D tham số hóa cho toàn bộ trạm dẫn động.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo chi tiết cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí, Cơ khí Ô tô, Cơ điện tử khi thực hiện đồ án môn học Chi tiết máy, Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ khí hoặc Đồ án tốt nghiệp.
  • Cung cấp trình tự mẫu mực từ khâu chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền, tính toán kích thước bộ truyền đai, hình học bánh răng trụ (nghiêng và thẳng) đến phương pháp vẽ biểu đồ nội lực không gian và tính hệ số an toàn mỏi cho hệ trục bậc.
  • Phần tính toán then theo tiêu chuẩn TCVN 2261-77 và kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu cho hộp giảm tốc đồng trục là dữ liệu tham chiếu hữu ích cho các đề tài thiết kế máy tương tự.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ điện được chọn cho hệ thống dẫn động này là loại nào và có thông số ra sao?
Tác giả chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha mã hiệu 4A160S2Y3 (hoặc kiểu DK 52-4), công suất định mức $7,0 \text{ kW}$, số vòng quay đồng bộ $1440 \text{ vg/ph}$, hệ số công suất $\cos\varphi = 0,82$ và hiệu suất $88%$, đáp ứng yêu cầu công suất cần thiết $P_{ct_dc} = 5,19 \text{ kW}$.

2. Tại sao cấp nhanh của hộp giảm tốc lại dùng bánh răng nghiêng trong khi cấp chậm dùng bánh răng thẳng?
Cấp nhanh có vận tốc vòng lớn ($v = 1,93 \text{ m/s}$) nên sử dụng răng nghiêng ($\beta = 34,81^\circ$) nhằm tăng hệ số trùng khớp, giúp bộ truyền ăn khớp êm và giảm tiếng ồn. Cấp chậm có vận tốc nhỏ hơn và chịu mômen xoắn lớn, sử dụng răng thẳng ($\beta = 0^\circ$) để loại bỏ lực dọc trục ($F_a = 0$), đơn giản hóa kết cấu gối đỡ và giảm tải dọc trục cho trục II.

3. Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai ngoài là bao nhiêu và sai lệch có nằm trong giới hạn cho phép không?
Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là $u_d = 3,18$ với đường kính bánh dẫn $d_1 = 200 \text{ mm}$ và bánh bị dẫn $d_2 = 630 \text{ mm}$. Sai lệch tỷ số truyền $\Delta u = 0,0031$ ($0,31%$), nhỏ hơn rất nhiều so với mức sai lệch cho phép tối đa $4%$.

4. Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn mỏi trên các trục có đạt yêu cầu kỹ thuật không?
Tất cả các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đạt độ bền mỏi cao: Trục I đạt $S = 3,71$ và $4,87$; Trục II đạt $S = 3,36$ và $3,14$; Trục III đạt $S = 4,86$ và $3,77$. Mọi giá trị đều vượt mức an toàn cho phép $[S] = 1,5 \div 2,5$.

5. Vật liệu sử dụng để chế tạo bánh răng và trục trong đồ án là gì?
Bánh răng cấp nhanh và cấp chậm sử dụng vật liệu thép 45 thường hoá với độ rắn từ 185 HB đến 225 HB. Hệ thống trục được chế tạo từ thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền kéo $\sigma_b = 600 \text{ MPa}$.

Kết luận

Đồ án môn học Chi tiết máy của sinh viên Lê Công Hào đã hoàn thành toàn diện việc tính toán và thiết kế trạm dẫn động thùng trộn công suất 5 kW theo quy trình kỹ thuật chuẩn xác. Các kết quả tính toán động học, sức bền tiếp xúc, sức bền uốn của bộ truyền đai, bánh răng và hệ trục đều thỏa mãn các chỉ tiêu kỹ thuật và tiêu chuẩn an toàn hiện hành. Công trình là tài liệu tổng hợp có độ tin cậy cao, phản ánh phương pháp thiết kế cơ khí kinh điển và có giá trị tham khảo thiết thực cho công tác học tập, nghiên cứu trong ngành cơ khí chế tạo máy.